오버헤드 크레인 감속기 소음: 기어 편심 분석 및 해결책

작업장에서 자재를 들어 올리거나 운반하는 동안 오버헤드 크레인 감속기에서 소음이 발생하여 크레인의 정상적인 작동에 영향을 미칠 수 있습니다. 본 논문에서는 기어 쌍의 편심 오차 관점에서 비정상 소음을 분석합니다. 시뮬레이션 분석을 통한 구조적 소음 계산 결과를 바탕으로 소음 개선을 위한 참고 자료로 해당 해결책을 제시합니다. 천장 기중기 운영 성과.

1. 편심 오차 하에서의 기어 여자 분석

본 논문에서 분석하는 오버헤드 크레인은 13kW 3상 비동기 모터가 장착된 LD10 t-28.5m 모델입니다. 감속기는 4단 병렬축 헬리컬 기어 변속기를 사용합니다. 편심 오차를 고려할 때, 분석은 먼저 단일 기어 쌍과 그 맞물림선 길이부터 시작합니다.

1.1 기어 쌍 모델

기어 편심을 고려할 때, 구동 기어와 피구동 기어의 편심을 출발점으로 삼는다. 기어 톱니 수와 구동 기어 회전 속도를 알고 있다면, 피구동 기어 회전 속도의 시간-주파수 특성 곡선을 얻어 편심이 없는 경우의 결과와 비교할 수 있다. 편심 기어 쌍 모델은 그림 1에 나타내었다.

오1 그리고 산소 편심이 없다고 가정했을 때 기어 쌍의 기하학적 중심은 다음과 같습니다. 편심이 있는 경우 E1 그리고 이2 이러한 상황이 발생하면 기어의 기하학적 중심은 다음과 같습니다. 오11 그리고 오22편심률 값에 관계없이 접점을 연결하여 형성된 맞물림선이 동일함을 알 수 있습니다. T1(xT1, yT1) 그리고 T2(xT2, yT2) 항상 동적인 교차점을 가지고 있습니다. M(xM, yM) 기어의 기하학적 중심을 연결하는 선과 함께.

오프셋을 고려하면 기어 쌍의 맞물림선은 시간에 따라 변하는 특성을 갖습니다. 이 선을 나타내는 방정식은 다음과 같습니다.

좌표 원점을 한 점에 놓았을 때 오11점의 동적 횡단 좌표 중 다음과 같이 표현할 수 있습니다:

해당 기어 쌍의 순간 변속비는 다음과 같습니다.

실제 계산에서 동적 교차점은 중 기어의 맞물림선, 운동 방향 사이의 각도, 그리고 순간 맞물림선 속도와 특정한 관계가 있습니다. 편심 범위와 입력 각속도가 결정되면 공식 (1) ~ (3)을 사용하여 구동 기어의 각속도를 얻을 수 있고, 편심 오차 하에서 기어 쌍의 동적 여기를 추가로 계산할 수 있습니다.

실제 제조 과정에서는 특이점이 발생합니다. E1 그리고 이2 대략적으로 동일한 것으로 간주할 수 있다. 알려진 정확도 등급에서 헬리컬 기어 쌍의 편심이 20μm일 때, 구동 기어의 계산된 시간-주파수 특성 곡선은 그림 2에 나타나 있다.

편심 오차가 없다고 가정할 경우, 구동 기어의 각속도는 그림 2a에서 분홍색 직선으로 나타납니다. 편심 오차가 존재할 경우, 구동 기어의 각속도는 40.5~41.5 rad/s 범위에 집중된 뚜렷하고 규칙적인 변동을 보입니다. 푸리에 변환 후 주파수 영역 결과는 입력축 회전 주파수 25Hz와 구동 기어 출력 회전 주파수 6.5Hz를 나타냅니다. 이는 입력단 기어 쌍의 편심 변동이 기어 시스템을 통해 지속적으로 전달되어 기어박스 외부로 방출될 수 있음을 시사합니다.

2. 오버헤드 크레인 감속기 소음에서 기어 여자에 대한 수치 계산

2.1 진동 미분 방정식

오버헤드 크레인 감속기의 기어 시스템에 대한 진동 미분 방정식은 동적 특성을 연구하는 데 중요한 기초가 됩니다. 차수를 낮추고 기어의 동적 맞물림력을 계산함으로써 진동 강도 및 구조 소음과 같은 진동 특성을 수치적으로 시뮬레이션할 수 있습니다. 필요한 2차 미분 방정식은 다음과 같습니다.

동적 좌표의 시간 방정식 중 ~에 대체됩니다 θ그리고 룽게-쿠타 차수 축소 원리를 이용하여 고속 기어 쌍의 동적 맞물림력을 계산하였다. 그림 3은 입력단과 최종 출력단의 맞물림력 계산 결과를 보여준다.

2.2 진동 분석 결과

그림 4는 감속기 구조를 보여준다. 입력단과 출력단의 베어링 시트 위치를 계산에 사용하였으며, 20μm의 편심 오차 조건에서 주파수 영역 진동 특성 곡선을 얻었다.

그림 5에서 볼 수 있듯이, 편심 오차를 고려한 후 입력축 회전 주파수 25Hz는 특히 변위 곡선에서 여러 단계의 다른 기어 쌍에 영향을 미칩니다. 진동 결과를 기반으로 한 소음 계산을 통해 편심 오차가 감속기 소음 이상에 미치는 영향을 확인할 수 있습니다.

3. 보기축 교량의 방사 소음 예측

3.1 음향 모델

참고 문헌에 따르면 음향학은 유체 연구 분야에 속합니다. 따라서 음파 방정식은 유체 연속 방정식으로부터 연구될 수 있습니다. 매질의 상태를 고려하면 다음과 같이 표현할 수 있습니다.

공식에서, ρ, 다섯, 피, 그리고 에스 는 공기의 밀도, 속도, 음압 및 엔트로피이고, 에프 그리고 큐 공기 매질의 외부 여기원입니다.

오버헤드 크레인 감속기의 진동 응답을 기반으로 가속도 계산 결과를 푸리에 변환 및 1/3 옥타브 처리하여 분석하였다. 감속기 고속단 베어링 시트의 구조 소음 계산 결과는 그림 6에 나타내었다.

편심 오차를 고려할 때, 감속기의 구조 소음은 0~100Hz의 저주파수 대역에서 더욱 뚜렷하게 증가합니다. 음향 이론에 따르면 6dB의 차이는 에너지 레벨의 1배 차이를 나타냅니다. 그림 6에서 일부 주파수 대역의 소음 차이는 약 3배에 달하며, 이는 편심 오차가 감속기의 저주파수 진동에 상당한 영향을 미친다는 것을 보여줍니다. 또한 500Hz와 1,000Hz에서 뚜렷한 피크가 나타나는데, 이는 입력단의 기어 맞물림 주파수에 의한 것입니다.

3.2 비정상 소음 감소 조치

계산에 사용된 20μm의 편심률은 기어 변속 정밀도 등급에 따라 선택되었습니다. 실제 작동 시에는 더 큰 편심 오차가 발생할 수 있으며, 이는 감속기의 진동 및 소음 감소에 큰 영향을 미칠 수 있습니다. 본 논문의 분석 및 결론에 따르면, 비정상적인 소음은 다음과 같은 측면에서 줄일 수 있습니다.

1. 기어 변속 정밀도 등급 선택을 개선해야 합니다. 많은 오버헤드 크레인은 8등급 헬리컬 기어를 사용합니다. 일반적인 크레인 감속기는 후속 정밀 가공을 고려하지 않기 때문에 편심 오차로 인해 소음이 증가할 수 있습니다. 최종 가공 단계에서 담금질 및 기어 연삭, 치면 래핑 또는 이와 유사한 처리를 고려하면 7등급 또는 6등급의 정밀도를 달성할 수 있습니다. 이는 소음 제어 요구 사항이 엄격한 작업장에 더 나은 선택이 될 수 있습니다.

2. 기어 변속 시스템을 최적화합니다. 변속 시스템 관점에서 폐쇄 기어 접촉 피로 강도, 변속비, 면폭 계수와 같은 제약 조건을 고려해야 합니다. 유전 알고리즘을 사용하여 이러한 제약 조건을 크게 변경하지 않고 기어 모듈, 톱니 폭, 구동 기어 톱니 수를 미세하게 조정함으로써 감속기의 소음 전달 주파수가 사람의 청각에 민감한 범위에서 벗어나도록 할 수 있습니다. 구체적인 방법은 해당 프로그램과 최적 기어 매개변수를 검증하기 위한 테스트가 필요합니다.

3. 감속기 하우징 구조 최적화. 하우징 최적화의 주된 목적은 고유 진동수를 향상시키는 것입니다. 다단 병렬축 변속 시스템의 처음 10개의 고유 진동수는 일반적으로 50~500Hz 범위로 낮아 구동 기어 회전 주파수 및 그 고조파와 쉽게 중첩되어 공진을 일으킬 수 있습니다. 감속기 구조를 최적화하면 특정 위치에서 재료를 제거할 수 있습니다. 이는 재료비 절감뿐만 아니라 감속기의 고유 진동수를 높여 편심 오차로 인한 이상 소음을 효과적으로 줄일 수 있습니다.

4. 결론

본 논문은 오버헤드 크레인과 감속기를 연구 대상으로 삼아 기어 쌍의 편심 오차가 감속기 소음 이상에 미치는 영향을 분석하였다. 결론은 다음과 같다.

1. 편심 오차를 고려할 때, 구동 기어의 각속도는 규칙적인 변동을 보인다. 변동 범위는 40.5~41.5 rad/s 내에 집중되어 있다. 이는 입력축 회전 주파수 25 Hz와 구동 기어 출력 회전 주파수 6.5 Hz를 반영하며, 후속 기어 쌍의 동력 전달에 지속적으로 영향을 미친다.

2. 편심 오차가 발생할 경우, 감속기의 구조 소음은 0~100Hz의 저주파수 대역에서 더욱 뚜렷하게 증가합니다. 최대 차이는 15dB에 달하며, 소음 수준은 2.5배 증가하여 변속기 이상 소음이 확연히 심화됩니다.

3. 변속 정확도 등급 향상, 기어 매개변수 최적화, 구조적 고유 진동수 증가 등 여러 가지 해결책이 제시됩니다.

신디

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